【文章內容簡介】 止壓下螺絲在軋制過程中自動旋松，螺絲的頭部裝有較大的球面止推頸，以增加磨擦阻力矩；采用裝配式軸頸的另一個原因是由于壓下螺絲是從機架上面進行拆裝的，為了便于壓下螺絲的裝入和抽出故其軸部軸頸必需做成裝配式。實驗經驗證明，壓下螺絲的止推端的球面如設計成凸形的，這將使與其接觸的球面銅墊易于碎裂，因為具有凹形的球面銅墊這時受拉應力。為了減少青銅的消耗，壓下螺絲頭端的球面設計成凹球面比較合適，這時凸球面銅墊將完全處于壓縮應力狀態(tài)下，因而提高了強度。 壓下螺絲止推段部　壓下螺絲的尺寸設計壓下螺絲的直徑根據最大軋制力決定。壓下螺絲的縱彎曲可以或略不計，因為其懸臂長度與直徑之比很小。由前面計算得，最大軋制力為p＝，則每個壓下螺絲所受的軸向力為p/2=。 根據鋸齒形螺紋（GB/－92），大徑為28mm，螺距為3mm。　壓下螺母的設計與計算　壓下螺母的結構設計壓下螺母時軋鋼機最大的易損件之一，一般采用高強度青銅（ZQAL9－4）或黃銅（ZHAL166632）鑄成。采用合理的結構對節(jié)約青銅等有色金屬時有效的。壓下螺母的形式由整體式和分體式之分。在本設計中采用加箍圈的分體式螺母，加箍圈的分體式螺母比較經濟，經使用證明，工作性能不亞于整體式的青銅螺母，箍圈采用ZG35鑄鋼制成。從理論上講，箍圈應采用彈性模數與青銅相近的材料制作，易保證在受壓時箍圈與整體有著相同的變形，但鑄鋼ZG35的塑性較青銅高，裝配時不易碎裂。箍圈不許采用熱裝，因為在冷卻過程中，箍圈與螺母臺階端面之間會產生間隙，如果工藝要求熱裝，則冷卻后應再一次進行壓實。螺母與機架鏜孔的配合采用動配合以方便裝卸。壓下螺母通過擋板由螺栓固定在機架上。 壓下螺母結構　壓下螺母的尺寸設計壓下螺母的高度H=（~2）壓下螺母的外徑D=（~） 壓下螺母的固定方式螺母與機架鏜孔的配合常采用H8/h9或H8/f9級的動配合，主要為了便于拆裝。為將螺母固定在機架的鏜孔內，常采用壓板裝置。壓板嵌在螺母和機架的凹槽內，用雙頭螺栓圖或T型螺栓圖固定。本設計中采用雙頭螺栓和壓板固定。 壓下螺母的固定方式　安全裝置的設計為了預防軋制事的錯誤操作，使軋輥和機架遭到破壞，在壓下螺絲與軸承座之間裝有專門的安全裝置。目前主要用于鋼板軋機上，因為鋼板軋機的軋件比較寬，而中板與軋機的最后幾個道次輥縫又較小，軋輥調整工作難免發(fā)生誤差，所以這種軋機的過載的可能性較大。安全臼通常用鑄鐵制成，安全臼還有一個優(yōu)點，既當處理卡鋼或壓靠等阻塞事故時，可以用氧氣切割安全臼以接觸阻塞載荷。： 安全臼的尺寸　壓下電機的選擇　轉動壓下螺絲所需的靜力矩當上輥用普通彈簧平衡時，取壓下螺絲為平衡對象，：設　　P為壓下螺絲端部所受的軸向載荷；　　　當軋鋼前調整壓下螺絲，則P等于上棍平衡裝置的過平衡力P＝（～）Q　　　Q為平衡零件的重量。當帶鋼壓下時，P等于軋制力　　　p為作用在止推軸頸端面投影面積上的單位壓力（設為均勻分布）　　　dp為壓下螺絲平均直徑　　　d3為壓下螺絲端與安全臼的接觸圓直徑 μ為壓下螺絲端部與安全臼間的滑動摩擦系數，對于段鋼與青銅在潤滑條件較差的情況下，μ= ρ為螺紋的摩擦角，若潤滑與加工較好，此時M1（或M2）為壓下螺絲當壓下（或提升）時的驅動力矩；MmMm2為壓下螺絲當壓下（或提升）時螺紋間和止推端面上的摩擦阻力矩；M1（或M2）=Mm1+Mm2螺紋間的摩擦力矩（Mm1）為：可根據滑塊沿斜面滑行的力學條件來確定。可視壓下螺絲為滑塊，螺母為斜面，斜面的傾角為?；瑝K（螺絲）移動時受有水平力F（相當于旋轉螺絲的切向力）、垂直力P（相當于壓下螺絲的軸向載荷）、螺母給螺絲的正壓力N及摩擦力T，R為N及T的合力。當壓下螺絲下降時——代入上式，得： F=Ptg當壓下螺絲提升時——F=Ptg因螺紋間的摩擦阻矩為Mm1=F　　所以 式中 （+）號為壓下螺絲下降時， （－）號為壓下螺絲提升時。 壓下螺絲受力簡圖 壓下螺絲計算簡圖止推面上的摩擦力矩（Mm2）為：積分得： 在本設計中：其中 P= = t——螺距 所以 在本設計中：其中 = = P=所以 所以 M=Mm1+Mm2=+=　電動機功率按最大靜力矩選取電動機功率式中 M——靜力矩（kg/m） n——電動機的額定轉速（r/min） i——傳動系統(tǒng)的總速比 ——傳動系統(tǒng)的總效率所以M= n=1500r/min, i=40 42=320 ==。(圓柱齒輪=，蝸輪蝸桿=，聯軸器=，一對球軸承=)　電機的選擇 經多次調研由以上計算結果選用電機，最終選用奉化市溪口雙良電機廠生產的小功率電機。電機型號為YC—8034 額定功率為550w 轉速為1400n/min ， YC—8034型電機參數 電機外形　蝸輪蝸桿減速器的選擇在本設計中蝸輪蝸桿減速器不再自行設計，采用外購的方法。經過多次通過互聯網查找資料并到五金商店調研。最終選用上海萬亦有限公司的產品RV—F4系列中心距為30mm，減速比為i=40。因為該公司產品結構緊湊小巧符合本設計要求。 蝸輪蝸桿減速器實體外形 蝸輪蝸桿減速器選型參數 蝸輪蝸桿減速器外形安裝尺寸　齒輪的設計計算設齒輪齒數比u=4；工作壽命為15年（每年300天）；兩班制；工作平穩(wěn)；轉向不變?！∵x用齒輪類型、精度等級、材料及齒數　　選用直齒圓柱齒輪傳動?！　橐话愎ぷ鳈C器，速度不高，故選用7級精度（GB10095——88）?！　〔牧线x擇。選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料　　　為45鋼（調質）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。　　選小齒輪齒數z1=24,大齒輪齒數z2=uz1=　按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，即 確定公式內的各計算數值（1） 試選載荷系數Kt=（2） 計算小齒輪傳遞的轉矩Tl=（3） 由表選取齒寬系數=1（4） 由表查得材料的彈性影響系數ZE=（5） 由圖按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限；（6） 由式計算應力循環(huán)次數（7）由圖查得接觸疲勞壽命系數ＫHN1＝；ＫHN2＝（8）計算接觸疲勞許用應力　　　取失效概率為１％，安全系數Ｓ＝１，由式得　　　　　　計算　?。?）試算小齒輪分度圓直徑ｄｌｔ，代入中較小的值　　　　　　　　（2）計算圓周速度ｖ　　　　　　　　　?。?）計算齒寬ｂ　　　　　　　　　?。?）計算齒寬與齒高之比ｂ／ｈ　　　　模數　　　　　　　　　　齒高　　　?。?）計算載荷系數　　 根據ｖ=,7級精度，由圖查得動載系數KV= 直齒輪，假設KAFt/b100N/mm。由表查得KHa=KFa= 由表查得使用系數KA=1； 由表查得7級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時， 將數據代人后得 由ｂ／ｈ＝, ==；故載荷系數 （6）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式得　　　　　　（7）計算模數ｍ　　　　　按齒根彎曲強度設計　　由式得彎曲強度的設計公式為確定公式內的各計算數值（1） 由圖查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲疲勞強度極限　　　；（2） 由圖查得彎曲疲勞壽命系數；；（3） 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數Ｓ＝，由式得（4） 計算載荷系數Ｋ　　　 （5） 查取齒形系數由表查得；。（6） 查取應力校正系數由表可查得；（7）計算大、小齒輪的　　　 并加以比較　　　　　　大齒輪的數值大。設計計算：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數,由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（既模數與齒數的乘積）有關，=,按接觸強度算得的分度圓直徑d1=,算出小齒輪齒數 大齒輪齒數：這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費?！缀纬叽缬嬎悖?）計算分度圓直徑 （2）計算中心距 （3）計算齒輪寬度 查表得 =1 取B2=25 設壓下螺絲最大行程為15mm 所以a〉B2+15=40　　驗算 合適　錐齒輪結構設計　大錐齒輪結構設計因此對錐齒輪的輸出軸直接與自整角機相連，而自整角機的讀數精度直接關系到軋機的壓下量精度，要求比較高，因此對于錐齒輪的精度要求相對較高，選用精度等級為8級，材料為45鋼，驅動錐齒輪的齒數選擇為z1=38，模數取m=。經由計算可以得到如下數據：分錐角 δ=arctan(z1/z2)=arctan(38/19)=arctan2=63176。齒頂高 齒根高 分度圓直徑 齒頂圓直徑 (314)齒根圓直徑(315)錐距 齒根角 頂錐角 根錐角 頂隙 分度圓齒厚 當量齒數 齒寬 取B=　小錐齒輪結構設計選用精度等級為8級，材料為45鋼，驅動錐齒輪的齒數選擇為z1=19，模數取m=。經由計算可以得到如下數據：分錐角 δ=arctan(z2/z1)=arctan(19/38)==176。齒頂高 齒根高 分度圓直徑 齒頂圓直徑 齒根圓直徑錐距 齒根角 頂錐角 根錐角 頂隙 分度圓齒厚 當量齒數 齒寬 取B=　齒輪軸的設計計算設電機軸為0軸1軸為圓柱齒輪高速軸2軸為圓柱齒輪軸3軸為錐齒輪軸P3==Wn2=n1/i=4=35r/minT3=/35=所以式中： A0——與軸的材料有關的許用扭剪應力系數，通常取A0=110～160，材料好，估計軸伸處彎矩較小時取小值，反之取大值； P——軸傳遞的功率，kg； n——軸的轉速，r/min.對于45鋼A0取120 　軸承的選用根據設計要求因為受徑向力，所以選用角接觸球軸承選擇7303AC系列軸承　軸的校核對強度比較薄弱的1軸進行強度校核做出軸的受力簡圖確定軸承的支點位置，l1=34 l2=26 l3=50由上面計算得：小齒輪分度圖直徑由受力分析得： 畫彎矩、從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出C處是軸的危險截面?，F將計算出的截面C處的M值如下支承力 M=12142 T=8230按彎扭合成應力校核，軸的強度在校核時只校核危險截面C處式中： ——軸的計算應力 ——軸受的彎矩 ——軸受的扭矩 ——軸的抗彎截面系數 ——對稱循環(huán)變應力是軸的許用彎曲應力在截面為圓形時，上式中W= α= 軸材料為45鋼調質處理時=60在本設計中 合格　軸承的